船舶主机选型计算
船舶主机转速 功率计算公式
船舶主机转速功率计算公式
船舶主机的转速和功率计算是船舶工程中的重要问题，它涉及
到船舶动力系统的设计和运行。
船舶主机的转速和功率之间的关系
可以通过以下公式来计算：
功率（kW）= 扭矩（N·m）× 转速（rpm）÷ 9.5488。
其中，功率以千瓦（kW）为单位，扭矩以牛顿·米（N·m）为
单位，转速以每分钟转数（rpm）为单位。
这个公式可以用来计算船
舶主机的输出功率，通常在船舶设计和性能评估中使用。
另外，船舶主机的功率还可以通过以下公式来计算：
功率（kW）= (扭矩（N·m）× 2π × 转速（rpm）) ÷ 60。
这个公式也是用来计算船舶主机的输出功率，其中2π是一个
常数，等于6.2832。
这个公式在工程实际中也经常被使用。
在实际应用中，船舶主机的转速和功率计算还需要考虑到一些
修正系数，比如效率、摩擦损失等因素，这些因素会对最终的功率
产生影响。
因此，在具体的工程计算中，需要综合考虑这些修正因素，以得到更精确的结果。
总之，船舶主机的转速和功率计算是船舶工程中的重要内容，
通过上述公式和修正系数的考虑，可以计算出船舶主机的输出功率，为船舶设计和运行提供重要的参考依据。
船舶动力装置课程设计轴系计算说明书
华中科技大学船舶与海洋工程学院轮机工程专业民用船舶动力装置课程设计轴系计算说明书一、轴系计算(一)、概述本船为内河船，设单机单桨。
主机经减速齿轮箱减速后将扭矩通过中间短轴传给螺旋桨轴和螺旋桨。
考虑到长江水质较差，泥沙较多，若采用水润滑，则污物可能进入艉轴装置造成堵塞，故润滑方式采用油润滑。
本计算按《CCS钢质内河船舶建造规范》（2009年）（简称《钢内规》）进行。
(二)、已知条件(三)、轴直径的确定根据《钢内规》8.2.2进行计算，计算列表4.1如下：表4.1轴直径计算根据计算结果，取螺旋桨轴直径为 350 mm，中间轴直径为 280 mm。
二、强度校核1.尾轴强度验算轴设计过程中艉轴承、密封装置、联轴节的选型如下：a．艉轴轴承选自东台市有铭船舶配件厂，规格如下：b．油润滑艉轴密封装置选自东台市有铭船舶配件厂，规格如下：c．联轴节采用船厂自制。
尾轴危险段面的确定根据图4-1计算如下：图4-1尾轴管结构简图（1）相关尺寸确定已知L=880mm，L b=440mm，R=350mma螺旋桨轴尾部锥长l=（1.6~3.3）R=2.2*R=780mm，z对于白合金轴承，支撑点到后端面的距离u=0.5L=0.5*880=440mm。
而后密封装置的长度为215mm，再加上适当间距约为60mm，则：螺旋桨轴尾部锥面中心至后轴承中心距离a为：a=780/2+440+215+60=1105mm螺旋桨轴尾部锥面后端面至后轴承中心距离b为：b=1105+780/2=1495mm由布置总图得后轴承的后端面距前轴承中心约为4739mm，则：前后轴承支撑点距离l为：l=4739-440=4299mm因为后轴承后端面距齿轮箱有约7130mm，考虑到齿轮箱的周和联轴节等，法兰端面到前轴承支撑点距离为：d=7130-4299-440-769=2391mm因为联轴节长845mm ，则法兰重心到前轴承支撑点距离为： c=2391-845=1546mm（2）双支承轴承负荷计算： a ．后轴承压力= 15873.21 N式中：g —9.81N/kg 1—前后轴承支撑点距离，4.299ma---螺旋桨中心至后轴承中心距离，1.105m b —桨毂后端面到后轴承支撑点距离，1.495m c —法兰重心到前轴承支撑点距离，1.546md —法兰端面到前轴承支撑点距离，2.391m G 0—法兰重量，1180kgQ B —螺旋桨及附件重量，4079.51kgq c —轴本身重量产生的均布负荷 ，q c=0.00622c d =0.0062×3502=759.5kg/mb ．前轴承总压力⎥⎦⎤⎢⎣⎡--+++=l a Q l 2b q l c)(l G l 2d l q g B 2c 02c）（B R = 4596.65 N 式中：g —9.81N/kg 1—前后轴承支撑点距离，4.299ma---螺旋桨中心至后轴承中心距离，1.105m b —桨毂后端面到后轴承支撑点距离，1.495m c —法兰重心到前轴承支撑点距离，1.546md —法兰端面到前轴承支撑点距离，2.391m G 0—法兰重量，1180kgQ B —螺旋桨及附件重量，4079.51kgq c —轴本身重量产生的均布负荷 ，q c=0.00622c d =0.0062×3502=759.5kg/m1．截面E —E 的弯矩/2a 2L q g 2L R 2L a g Q M 2A cA A AB EE ⎪⎭⎫⎝⎛+⋅⋅-⋅+⎪⎭⎫ ⎝⎛+⋅-=- = —63745.48N ·m式中：g —9.81N/kgQ B —螺旋桨及附件重量，4079.51kg a —螺旋桨中心至后轴承中心距离，1.105m R A —后轴承支反力，15873.21 N L A —后轴承长度，0.88m q c —轴本身重量产生的均布负荷q c=0.00622c d =0.0062×3502=759.5kg/m其中d c 为尾轴直径，350mm 2．截面K －K 的弯矩c2B A B KK 2gq )Q -(R a g Q M g ⋅+⋅⋅-=-= —5093.61N ·m式中：g —9.81N/kgQ B —螺旋桨及附件重量，4079.51kg a —螺旋桨中心至后轴承中心距离，1.105m R A —后轴承支反力，15873.21 N q c —轴本身重量产生的均布负荷q c=0.00622c d =0.0062×3502=759.5kg/m其中d c 为尾轴直径，350mmK K E E M M -->，取E E M -=—63745.48N ·m 作为计算弯曲力矩。
船舶、主机、螺旋桨的匹配
船舶、主机、螺旋桨的匹配犹民齐现在一般大型船舶均采用重型低速船用柴油机作为推进用主机。
而一般中小型船舶，考虑主机尺度、重量、造价等因素，均采用中、高速船用柴油机作为推进用主机。
尤其是渔船，无一例外均用中、高速柴油机。
为了提高推进效率，这些中、高速柴油机都要通过倒顺减速齿轮箱，将柴油机的转速降低后才传动到螺旋桨。
船舶依靠主机发出的功率，通过一系列传动装置（减速齿轮箱、轴系），带动螺旋桨旋转，产生推力推动船舶前进。
船舶、主机（减速齿轮箱）、螺旋桨三者的匹配，直接影响到船舶航速的高低、螺旋桨效率的高低、燃油消耗的多少（营运经济性好坏）、主机寿命等经济性能。
为了说明这一问题，我们先来明确几个概念上的问题。
1、主机功率：对于船舶主机而言，船舶柴油主机在额定转速下，在主机的规定正常维修周期内，按标准环境条件下连续运转的最大功率，作为连续功率或称为额定功率。
按照钢质海船入籍与建造规范，船用柴油机的标准环境条件是：绝对大气压：0.1Mpa 环境温度：+45℃相对湿度：60% 海水温度：32℃如果一般柴油机厂出厂标定的功率不是按船用标准环境下的额定功率，则在实际使用中要按船用标准环境进行功率修正。
如135柴油机的标定功率就是按大气压力在101.3kPa(760mm水银柱)，环境温度20℃，相对湿度60%时，允许连续12小时运转的有效功率，作为额定功率。
若要求连续运转超过12小时，应按90%的12小时连续运转功率作为持久运转功率（持续功率）使用。
从动力装置设计的角度出发，考虑主机的经济性和维修保养，常对主机的功率扣除一个裕度，以使主机适应因长期运转的功率降低、船舶因长期运转的污底、变形，船舶在风浪中的摇摆颠簸等因素。
对于一般运输船舶常选择10%。
渔船及拖船等因拖带负荷变动较大，常选择15%。
扣除这个裕度后的功率才能作为常用功率。
2、螺旋桨收到功率：主机发出的功率要经过倒顺减速齿轮箱（如果有的话）、中间轴、螺旋桨轴等才能传到螺旋桨。
(完整版)船舶动力装置轴系设计计算
轴系强度计算在推进装置中，从主机（机组）的输出法兰到推进器之间以传动轴为主的整套设备称为轴系。
轴系的基本任务是：连接主机（机组）与螺旋桨，将主机发出的功率传递给螺旋桨，同时又将螺旋桨所产生的推力通过推力轴承传给船体，以实现推进船舶的使命。
当机舱位置确定，主机布置好后，即可考虑轴系设计和布置。
4.1轴系的布置4.1.1 传动轴的组成和基本轴径传动轴一般由螺旋桨轴(尾轴)、中间轴和推力轴，以及将它们相连接的联轴器所组成。
本船因其推力轴承已放置在减速齿轮箱中，所以不设推力轴。
而且本船螺旋桨轴不分段制造，最后本船传动轴组成设计成1根中间轴和1根螺旋桨轴。
轴的基本直径d(mm)应不小于按下式计算的值（考虑到标准化的要求，各轴轴径一般取不小于计算值的整数）d=(4.1)100=100=191.88C mmC=1.0——中间轴的直轴部分，d=mm，取200mm作为设计尺寸。
191.88C=1.27——对于油润滑的且具有认可型油封装置的，或装有连续轴套（或轴承之间包有适当保护层）的具有键的螺旋桨轴d=⨯=243.69mm，设计时取250mm。
191.88 1.27C=1.05——尾尖舱隔舱壁前的尾轴或螺旋桨轴的直径可按圆锥减小，但在联轴器法兰处的最小直径应不小于C=1.05计算所得的值。
d=⨯=201.47mm，即螺旋桨轴在联轴器法兰处的最小191.88 1.05直径应不小于201.47mm。
4.1.2 轴系布置的要求传动轴位于水线以下，工作条件比较恶劣，在其运转时，还将受到螺旋桨所产生的阻力矩和推力的作用，使传动轴产生扭转应力和压缩应力；轴系本身重量使其产生的弯曲应力；轴系的安装误差、船体变形、轴系振动以及螺旋桨的水动力等所产生的附加应力等。
上述诸力和力矩，往往还是周期变化的，在某些时候表现更为突出，例如船舶在紧急停车、颠繁倒车或转弯，或是在大风大浪中受到剧烈纵摇或横摇时，使传动轴所受负荷更大，有时甚至使它产生发热或损坏。
船舶主尺度确定
3船舶主要要素的确定3.1船舶主尺度初估3.1.1船长(Loa&Lpp)船长L是表征船舶大小的最主要的因素之一。
⑴浮力 L的增减，对排水量的影响很大。
当船的各部分重量之后大于排水量时，可以通过加大L来解决重量与浮力的平衡问题，但影响的面较广。
⑵航速 L对船舶阻力有较大影响，在不同的傅劳德数Fn下，Rt及Rr 占总阻力的百分数是变化的。
在对Fn﹤0.25～0.30的低速船舶，可以考虑不使阻力激烈增加而经济上有利的经济船长Le的概念。
⑶总布置包括舱容和甲板面积两个方面，L选小了，布置不下；L选太大了又不紧凑。
所以存在一个满足容积及甲板面积要求的适度L。
⑷操纵性加大L将使船舶全速回转时的直径加大，并使船在曲折和狭窄的航道中航行增加困难，但有利于保持航向稳定性。
⑸经济性这里主要是指船体重量等变化引起的船造价的增减。
增加L将导致船体钢料等重量又加大的增加，如要保持船有相同的载重量，则船的排水量将加大，造价及相应的费用增加。
同时，L的大小又将使船的快速性能不同，会影响到船舶的运营成本。
另外，船长的大小对耐波性、抗沉性和总纵强度等方面的影响也是比较大的。
本船设计过程中，船长的确定主要包括总长度Loa和垂线间长Lpp。
我们通过型船的一些统计，得出来总长与垂线间长一般有以下关系图3-1 Lpp与Loa线性关系y = 0.9795x - 6.5939 R² = 0.9957 （3-1）这是一组线性相关度非常高的数据，所以我们可以根据这个线性回归公式，来估算出垂线间长。
故在任务书给定总长为75米级时，不妨就取Loa=75m，则可以得到相对应的垂线间长Lpp=66.87m。
3.1.2型宽B在满足船宽尺度限制的条件下，选择船宽时首先考虑的基本因素是：浮力，总布置（舱容及布置地位）和初稳性高（上，下限要求）。
最小船宽常由稳性下限调节和总布置要求所决定，这对于小型船舶和布置地位型船尤其是这样。
a. 从布置地位看，增大船宽可增加舱室宽度，加大甲板面积，对船舶的布置及使用一般是有利的。
4.5万吨级浅吃水散货船主机选型比较研究
<div class="article_tit"> 4.5万吨级浅吃水散货船主机选型比较研究 </div> <span>作者 : 詹立魁</span> <p> 散装货轮,集装箱船及油轮是三个最大的主流船型,因此,倍受船东和船厂青睐,这个巨大的市场值得高度重视。
<br>近期,随着原材料需求煤炭、钢铁、铜等的增长对散装货轮的运力要求大大增加了。
尤其经济快速增长的中国,其工业发展对原材料需求激增,钢铁工业发展需要大量铁矿石等大宗散货物的运力,相应的对散装货运输的要求更高,由于散装货物运力不足巳导致散装货轮运费的急剧增加。
因此,尽管世界海上运输尚未走出国际金融危机带来的低谷,但是新增散货船需求市场已是非常活跃,从而带动新造散装货船定单量的提高。
<br/> 世界船用低速柴油机市场一直为MAN B&W、Wartsila-New Sulzer和日本三菱重工三大公司垄断,以生产总功率来说,分别约占57%、33%和10%。
几年来它们的产量之和平均都在总功率的85%以上。
MAN B&W 柴油机有限公司是世界领先的四冲程柴油机生产商和船用大型低速二冲程柴油机设计商。
据?计世界范围的造船高峰期,每 10 条新造的大型远洋运输货轮中,就有 6 条以上的船舶配备了 MAN B&W 二冲程低速十字头柴油机。
在中国每 10 条由中国船厂建造的货轮中,近 8 条船是由 MAN B&W 的柴油机驱动的。
<br/> 14.5万吨级浅吃水散货船设计任务来源 <br/>福建省轮船公司目前服务的各大电厂大多位于长江、珠江和闽江流域,由于航道的特性,要求船舶的吃水最大不超过10.7米。
从我司目前拥有的船型来看,2-3万吨船舶单位成本较4万吨要高,而4.3万吨船舶由于吃水较深,航行于以上流域航道须采取较大幅度减载,如船舶市场上一艘4.3万吨级二手船舶,满载吃水11.22米,净载货量41500吨,每厘米吃水吨TPC51.60吨/CM,扣除油水常数,实际只能载货38000吨左右,亏舱3715多吨,经济效益大打折扣,因此根据航道特点建造浅吃水散货船是提高实载率和经济效益的有效途径。
船舶机械设备计算书
h
4
8
容积系数
ηv
选取
1.1
9
柴油日用舱容积
V
m3
3.0
10
柴油沉淀舱容积
V1
m3
2V
6.0
本船设柴油日用舱两只，容积为:4.16m3+4.3m3。设柴油沉淀舱一个，容积:9.0m3。
3.1.3燃油污油舱
序号
名称
符号
单位
计算公式或来源
数值
1
主机日耗油量
C1
t/day
8.06
2
辅机日耗油量
C2
t/day
3.1.2柴油日用舱容积计算
序号
名称
符号
单位
计算公式或来源
数值
1
主机服务功率
Nez
KW
按100%主机额定功率
1680
2
主机燃油消耗率
gez
g/Kw.h
主机厂提供
200
3
辅机功率
Nef
KW
249
4
辅机燃油消耗率
gef
g/Kw.h
196
5
锅炉燃油耗率
geg
Kg/h
228
6
柴油重度
γ
t/m3
查表
0.9
7
供油时间
5
工作时间
T
h
取
4
6
充填时间
T'
h
取
1
7
柴油输送泵排量
Q
m3/h
2.72
8
柴油输送泵压头
P
MPa
0.33
选用柴油输送泵一台，型号：；流量：5m3/h。压力：0.33Mpa。
L23-30型船舶主机说明书
柴油发动机型号
主机使用的是**[具体型号]** 柴 油发动机，功率输出**[功率值]** 马力，满足**[相关船舶标准]**要 求。
发动机配置
L23-30型主机配备了**[配置信息]**，例如**[具体配置]**，以确保最佳性 能和可靠性。
主机推力性能
主机推力性能是指主机在一定转速和负荷下所能产生的推力大小。推力性能是衡量主机功率和效率的重要指标，直接影响船舶的航速和载重量。
主机机舱布置
L23-30型船舶主机机舱布置设计合理，确保安全高效运行。机舱 空间充足，便于维护保养。主机安装牢固，振动和噪音控制良好 。 机舱内配备完善的监控系统，实时监测主机运行状态。紧急停机 系统和安全装置齐全，保障航行安全。
主机维修保养
定期检查
根据主机使用时间和工作条件进行定期检查和维护，确保所有部件正常运行。
主机安装调试
1
基础准备
首先，检查安装场地是否符合技术要求，确保场地平整，基础
坚固，并具备必要的设施。
2
安装过程
根据主机说明书进行安装，包括固定主机、连接管路、安装仪
表等。
3
调试步骤
调试过程包括系统联调、性能测试、故障排查等，以确保主机
正常运转。
主机使用注意事项
定期保养
定期维护主机，确保其处于最佳工作 状态。
诊断方法
检查仪表盘指示灯、查看故障 代码、分析发动机运行声音、 检查相关传感器数据。
维修步骤
排除故障原因、更换损坏部件 、进行系统调试、确认修复效 果。
注意事项
遵循操作规程、使用专业工具 、注意安全防护、记录维修过 程。
主机技术规范
L23-30 型船舶主机技术规范涵盖了主机设计、制造、材料、工艺等方面的详细要 求。
常用船舶轮机设备计算书
常用船舶轮机设备计算书一.日用淡水系统设备计算D=5.0m故:d=25+1.68)0.58.13(*4.57+=80mm取舱底水总管内径d 1 =DN80mm每台舱底泵排量Q 1=5.66d 12 *10-3m 3/hQ 1=5.66 *802 *10-3=36.2 m 3/h选用自吸式舱底水泵/兼消防水泵一台: 排量x 压头: 60m 3/h x 42m, 功率: 15kw机舱舱底水支管直径)0.58.13(*15+=61.0 舵机舱舱底水支管直径)0.58.13(*3+=41.1三. 消防水系统消防水泵排量计算:消防水泵的总排量应不小于每一独立舱底水泵用作抽舱底水时所需排量的4/3.每一独立舱底水泵用作抽舱底水时所需排量:计算值为36.2 m3/h全船消防水泵总排量: Q消总=4/3 x 36.2=48.3(m3/h)本船设消防水泵两台,消防泵排量:(Q消总x 80%) /2=48.3 x 80%/2=19.32 m3/h选用消防水泵/兼舱底泵一台: 排量x压头: 60m3/h x 42m, 功率: 15kw 舱底水泵/兼消防水泵一台: 排量x压头: 60m3/h x 42m, 功率: 15kw消防水泵压头计算：另设固定式应急消防水泵一台，25 m3/hX30m，供应急时使用。
机舱另设45L舟车式泡沫灭火机一台,手提灭火机2只。
四.压缩空气系统1.压缩空气瓶容积计算压缩空气瓶容积按柴油机每起动1次所耗自由压缩空气量进行估算.压缩空气瓶所放出自由空气量：V=[q1+(Z-1)q2].V z.10-3q1一冷态起动一次所耗单位气缸容积的自由压缩空气量，取5q2一热态起动一次所耗单位气缸容积的自由压缩空气量，取3Z一起动次数，取12次V z一次柴油机气缸总容积 V z=π/4.D2.S.i=π/4.262.（38.5）.12=2.45x105cm3 V=[q1+(Z-1)q2].V z.10-3=[5+(6-1)x3]x2.45x105x10-3=4900cm3压缩空气瓶容积：V k=V/(P2-P1)=4900/(30-7)=213LP2一最低起动压力，取0.686Mpa(7kgf/cm2)P1一最高起动压力，取2.94Mpa(30kgf/cm2)共配2只压缩空气瓶，容积共400L，压力2.94Mpa，主机带.2.空气压缩机排量计算:空气压缩机排量计算：根据规范要求，充气设备总的排量应在一小时内将气瓶总容量从大气压力升至设计值2.94MPa(30kg/cm2)空气压缩机所需总排量：V排总=（P2-P0）V主/P0 +（P3-P0）V辅/P0 =(2.94-0.1)*0.4/0.1+(0.98-0.1)*0.16/0.1= 12.77(m3/h)选取空气压缩机两台: 排量：20m3/h, 压力：3Mpa五.燃油系统：主机功率：1471kW,共2台,油耗：188 g/kwh辅机功率：240kw，共2台，常用1台,油耗：210 g/kwh油舱容积计算：主机1小时耗油：1471kw x 2台x 1小时x 183g/kwh x 0.75x10-6 =0.403吨辅机1小时耗油：240kw x 1台x 1小时x 210g/kwh x10-6 =0.0504吨总计1小时耗油：G=主机+辅机=0.403+0.0504=0.45吨油舱容积计算:本船续航力(规格书要求):25天燃油比重取r=0.86吨/米3(克/厘米3)油舱计算容积V=0.45*25*24/0.86*0.8=251(m3)现有油舱共3个,容积共306 m3 ,满足要求。
9000DWT化学品船机舱设备选型和布置设计方案
9000DWT化学品船机舱设备选型和布置设计方案1绪论船舶是一种海上交通工具，要保证船舶能够在海上正常、安全的航行，需要在船体设计保证船舶具有足够的强度、刚度及各种适航性能的基础上，进行动力装置设计，保证船舶具有足够的航行动力。
继船体设计之后的机舱设备选型和布置设计，主要解决主机、辅机及各种机械设备的计算、选型和布置，以及船舶管路系统的计算与设计。
主、辅机选型是船舶动力源的保证，通过主机提供动力，发电机提供电力，以及一些应急动力装置保证船舶在故障情况下，依然能够正常航行。
船舶管路设计牵涉的围比较广，涉及容比较多。
燃油管路设计保证船舶燃油供给，供给对象包括主机、其他用柴油机和燃油锅炉。
燃油管路的合理设计，保证燃油供给通畅和充足，是确保船舶正常营运的动力保证。
滑油管路设计保证了船舶主、辅机械的润滑需要，可以减少机械磨损，节约能源，延长机械寿命。
冷却管路设计保证船舶机械工作在正常的状态下，通过淡水、海水或冷却油等冷却介质，将主、辅柴油机、滑油冷却器、齿轮箱、轴承、尾轴管、空压机、冷凝器等受热部件在工作中所产生的热量带走，以保证设备在正常的温度状态下工作。
压缩空气管路保证船舶的压缩空气供给，可以用于柴油机的启动、换向、离合器操纵、压力柜充气、吹洗海底门、鸣笛、遥控和自动控制系统的能源等。
排气管路设计将主辅柴油机和辅锅炉产生的废气排出到机舱外的大气中去，保证机舱的良好环境。
通过排气管路设计，还可以起到减噪和节约能源的作用。
舱底水系统设计能够及时排出舱底积水，避免舱底水腐蚀船体，或由舱底水引起的货损，操作影响，甚至对船舶稳性和航行安全的影响。
压载水系统通过将压载水注入或排出压载水舱，保证船舶在航行、进出港、装卸和停泊状态保持恰当的排水量、吃水、船体纵横向平衡，以及维持适当的稳心高度，减小船体过大的弯曲力矩和剪切力，减轻船体振动。
消防系统设计是防止船舶发生火灾，保证船舶及人员安全。
供水系统保证船舶淡水供给，以保证船上人员的生存和生活需要。
中远30 000 DWT多用途重吊船的主机选型
第l期(总第118期) 2008年6月船舶设计通讯J O U R N A L0F SH l P D E SIG NN O．1(Ser i al N0．I18)J une2008中远30000D W T多用途重吊船的主机选型’范伟业≯巳1币业(中远航运股份有限公司)【摘要】论述中远航运公司的30000D W T多用途重吊船的主机选型。
【关键词】多用途船；重吊船；主机选型[中图分类号】U664．12l【文献标识码】A【文章编号】100l—4624(2008)0l一0079—02Sel ect i on of M ai n E ngi ne on30000D W T H e avy-Li f t M PV of C oS C OFan W ei yeA bst r act：Th i s ar t i c l e de∞r i kd山e眈l ect i on of m i n engine on30000D W T heav)r li f t M PV．K e”m r ds：m ul t i-purpo眈ves驼l；heavy l ift V es眈l；眦in engine∞l ecti on^●』-—JL-U刖罱波斯湾航线和红海航线是中远航运股份有限公司最主要的航线，投入和消耗的运力最多，产生的效益也最好．近年来一直是盈利最高的航线。
由于中国与这些地区的经济存在互补性等原因，货物贸易量越来越大．特别是出口货物运输量越来越大。
为了加强固定航线的市场开拓和客户维护，适度扩大规模，提高效益，公司计划建造一批由上海船舶研究设计院设计的30000D W T多用途重吊船投入这两条主力航线中。
30000D W T多用途重吊船主要技术参数如下：总长189．90m垂线间长180．oom型宽27．80m型深15．50m设计吃水10．20m结构吃水11．30m【收稿日期】2008—6-24[作者简介】范伟业(1975．2一)，工程师．从事船舶轮机技术管理。
船舶主机配置及匹配的相关问提
船舶主机配置及匹配的相关问提1 船舶动力装置的含义与组成答所谓船舶动力装置就是指保证船舶正常航行作业停泊及船舶旅客正常工作和生活所必需的机械设备的综合体。
其包括推进装置（主机传动设备船舶轴系推进器）辅助设备（船舶电站辅助锅炉装置）船舶管路系统（动力管路船舶系统）船舶甲板机械（锚泊操舵起重机械设备）机舱机械设备的遥控及自动化。
2 柴油机动力装置的优点1较高的经济性耗油率低2重量轻3具有良好的机动性操作方便启动容易缺点1功率受到限制2噪声振动大3部件磨损严重寿命短4稳定性差过载能力差蒸气轮机动力装置优点1单机功率较大2转速稳定噪声振动小3磨损少寿命高4可使用劣质燃料缺点1重量尺寸大2油耗大装置效率差3机动性差（高速客船集装箱船和大型油船）燃气轮机动力装置优点1重量尺寸小2良好的机动性3燃油消耗低缺点1主机没有反转性2必须借助于气动马达3工作可靠性差寿命短4空气流量大（军用舰艇）核动力装置优点1燃料少能量大2功率大3不消耗空气缺点1重量尺寸大2操作复杂3造价昂贵3船舶动力装置的技术指标包括功率指标（船舶有效功率主机输出的功率相对功率）重量指标尺寸指标经济指标包括主机燃油消耗率动力装置燃油消耗率推荐装置的有效热效率其他回答4 船舶动力装置设计的主要内容1主推进系统设计2轴系设计3电站设计4热源系统设计5动力系统设计6船舶系统设计7自动控制监测报警系统设计8防污染系统设计9机舱通风系统设计特点1符合船用条件2设计具有目标任务条件和合适的保障条件3综合设计以实现预定的技术经济指标4掌握动力装置各技术领域5受国际公约规则船级社规范等要求5根据市场经济特点5推进装置功率传递过程船舶有效功率←推力功率← 收到功率← 轴功率← 最大持续功率← 主机额定功率← 指示功率（由推力减额及伴流等船体影响所损失的功率螺旋桨与水的摩擦及尾流动能所损失的功率尾轴承及其密封装置所消耗的功率传动设备及各种轴承所消耗的功率考虑持久系数及温湿度修正后的功率主机摩擦损失及带动辅机所消耗的功率）6经济航速指在规定的装载状态及航行条件下，主动力装置及辅助设备部分工作，船舶每海里燃油消耗量最少时所达到的航速。
苏尔寿RTA型主机功率的估算
苏尔寿RTA型主机功率的估算近年来苏尔寿rta型船用主机与man/b&w主机在功率的计算上，与以前生产的主机有很大的差别。
以前在测示功图时，高压油泵附近都有一个示功图传动装置，该装置与汽缸同步运行。
可以通过它测pv图，再根据pv图的面积计算主机发挥的功率。
而现在是厂家提供一些图表，根据主机运行时测量的热工参数进行功率的估算。
现简要介绍苏尔寿rta型船用主机的功率估算。
在估算之前，应通过调节油门杆将最大爆炸压力调整为与主机台架试验相似的压力。
同时，确保燃油的进油粘度符合手册的要求。
台架试验期间的以下参数应在估算期间确定（仅以52台机组为例，其他型号请参考船舶使用说明书）：1．油门格数fqs。
2.燃料的热值低。
3.燃料比重：S15/4。
4.燃油进口温度TF。
5．最大爆炸压力pmax。
和6．扫气温度tair。
然后在实际工作中测量并确定上述六个参数（实际值加上脚注a，如fqsa、Hua、S15/4A、TFA、pmaxa、taria等），加上负载指示LIA和发动机转速Na（RPM），Z代表气缸数。
如果油供应商没有提供添加燃料的低热值，低热值可以通过油的比重查表2来确定，但计算出的功率会有一个小误差。
在估计主机功率时，请注意每个参数的单位应与表中的单位一致。
根据所测得的负荷指示查表1，以确定平均有效压力pmeo。
在按下列公式确定最初的功率p0：p0=pmeo*na*z*2.9556其中2.9556仅适用于rta84c机型，其它机型的该数值可在本船的做台试验报告（theresultoftheshoptrail）中查找。
这样就可算出最初的功率p0。
以下的几步就是修正这个p0。
1.根据试验期间的燃油进口温度和比重以及当前值检查表3进行燃油发热值的修正，得出的功率为p1。
即p1=p0*γa*hua/γ*huγa：运行期间入口温度下燃料的比重。
γ：车间试验时燃油进机温度下的比重。
2.根据当前节气门栅极数与台架试验时节气门栅极数之差，即δFQs=fqsa FQs，检查表4对节气门进行修正，得到的功率为P2。
船用主机的选型
如果 d ij 等于零 ,则说明 μ ci 就完全属于该属性 . 假 η η 设 D ij 是得到的距离当中最小的 ,而且 η i1 、 i2 、 i3 与η i 4 代表了距离 d ij 与最小距离 D ij 的倒数 ,则η ij 可以被定义为 η ij =
d ij ΠD ij
0. 34 0. 30 0. 18 0. 18
[4]
确定主机型号的各个因素 , 也可以用以上的 方式表示 . 为了计算方便 , 可以把确定主机型号的各个 因素分成两大类 ,一类是定性因素 ,另外一类是定 量因素 ,见图 1.
.
假设因子集可以用 μa = (μa1 , μa2 , …,μai , …,μan ) 来表示 ,其加权值可以用排序成对比较法 进行计算 ,即将所有因素按重要性大小自上而下 排列 ,第 i + 1 个因素仅仅与其前面的第 i 个因素 (假定其重要性为 1) 进行比较 , 得到 μai + 1 , I ∈[ 0 ,
0. 75Πn - 1 ,1. 0Πn } ;
‘good’ = {0Π 1 , …,0. 5Πn - 3 ,1Πn - 2 ,0. 25Π n - 1 ,0Πn } ; ‘average’ = {0Π 1 ,0. 25Π 2 ,1Π 3 , …,0Πn - 2 ,0Π n - 1 ,0Πn } ; ‘poor’ = {1. 0Π 1 ,0. 75Π 2 ,0Π 3 , …,0Πn - 2 ,0Πn - 3 ,0Πn }. 在这里 ,括号中的分子部分整体代表了隶属 度值 ,分母代表了元素名称 . 如果 n = 7 , 则集合 U 中语言变量中的隶属 度值可以用如表 1 的方式表示 .
排序比较
1
μai
1 0. 9 0. 54 0. 54
MANBW主机功率计算的几种方法
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现在的船舶电喷柴油机控制软件都能直接显示功率，并且还附带诸多控制调节功能；但不管是电喷机型还是传统老机型，今天主要跟大家介绍一下船舶主机的几种功率计算方法，相信对机舱工作同仁们或许会有一些帮助。
1. (SFOC)在没有PMI 之前主机的估算功率主要用油耗来计算，根据说明书找出厂试NCR 的SFOC（g/kwh）,再根据每日油耗算出平均功率。
因为SFOC主要依据NCR时的油耗率，所以在不同的负荷下功率会偏差一点，而且每批次燃油热值不同，温度修正的系数不同，功率也会有点偏差，因此这个功率只能是大概的数字。
2. (CoCoS EDS)根据平均指示压力（pi）计算出平均有效压力(pe)，再根据公式计算出功率：公式: pe (有效压力）= (pi-1)Pe (有效功率）= (pi-1)x K2 x rpm x No. of Cyl. = kwCylinder Constant k2 (kw, bar) = (3.14159/2.4) x Bore2x Stroke (m)例如6S50ME-C8.2机型 K2=0.65450 其中pi 可以从PMI 得到，如果是Off line PMI, 可以用上述公式得到pe, 如果是On line PMI或者Auto tuning PMI 则可利用powermap 自动求出pe，这种情况下pe基本会大于pi。
3. (PMI power estimation map) PMI利用Power Map 得出的pi (指示压力) 自动算出pe （有效压力）后，系统自动计算出平均有效功率Pe。
4.（MOP engineestimation load ）EELECS根据指令利用ECT(EngineCommissioning Tool)软件估算出的负荷。
船舶动力装置概论
•
各种垃圾的设备。
•
包括：油水分离装置、焚烧炉及生活污水处理装置
• 6、自动化设备：为改善船员工作条件、减轻劳动强度
•
和维护工作量、提高工作效率以及
•
减少人为操作错误所设置的设备。
•
主要有:遥控、自动控制、自动调节、监视、
•
报警和打印的等设备。
• 三、船舶动力装置的类型
• 按推进装置类型分：
•
蒸汽动力装置
1-3-6图 MC型柴油机单缸功率-转速图
• 4.初选机型比较 • 桨直径[主机转速]-燃油耗油率 • 系统油\气缸油耗，备件费用，维修费 • 振动性能 • 废热利用及节能要求 • 机舱布置等等因素 • 最后确定机型
• 二、发电原动机的选型
•
发电机影响因素
•
船舶营运的经济性
•
船舶的安全
• 1.发电原动机的功率和数量
• 通常,船舶冬季暖缸时间2小时左右。
• 影响因素：
•
为主机服务的油（燃/滑油）、
•
水（活塞/缸套冷却水）、
•
气（压缩空气）、
•
汽（锅炉加热蒸汽）等准备时间的长短。
• ②起动到全功率所需的时间
• 影响因素:
•
质量惯性
•
热惯性
• ③换向所需时间
•
主机在最低稳定转速时，由发出换向
•
命令到主机以相反方向开始工作的时间
•
大功率中速机
•
优点:高度较低;广泛应用于滚装船和客船•源自合理选配减速比，提高桨效率，
•
多机联用
• B.燃汽轮机动力装置
• 优点：单位重量和尺寸小，单机功率大，机动性高，
•
船舶主机功率和转速
船舶主机功率和转速船舶推进装置的设计⼯况1.主机功率和转速1)主机的连续最⼤运转⼯况船舶柴油主机在额定转速下，在主机的规定正常维修周期内按标准环境条件连续运转的最⼤功率，为连续最⼤功率MCR ，或称连续功率或额定功率。
如采⽤ISO 3046/1标准环境条件，则称为ISO 连续功率或ISO 连续最⼤功率。
ISO 标准环境条件为⽓压100kPa ，⽓温27℃，冷却⽔温27℃，湿度60%。
实际装船运⾏时，主机功率将随环境条件⽽变，特别是对于配备中间冷却器的增压⾼速柴油机。
在主机的特性曲线图上，连续最⼤功率和额定转速的交点代表主机的连续最⼤运转⼯况MCR(Maximum Continuous Rating)，通过这个点的推进特性曲线，为MCR 推进特性线。
通常应⽤MCR 作为确定推进器设计⼯况的基准点。
从推进主机实际运⾏条件及其性能特点出发，考虑燃料的经济性和与推进特性的配合，对⼀些船⽤柴油机常提供⼀个可以选择的低于标准MCR 的最⼤连续⼯况选择范围，由此选定的MCR ，称为减额最⼤连续⼯况DMCR 或指定(合同)MCR ，即SMCR （或CMCR ），并以此设计主机的运转限制(设定油泵和调速器)。
这种重新设定的减额MCR ，即为推进器设计时所⽤的MCR 。
2)主机的运转裕度和常⽤⼯况从动⼒装置设计的⾓度出发，考虑主机的经济性和维修保养，常对主机的功率扣除⼀个裕度，以便主机适应长期运转。
主机所扣除的这个裕度，称为运转裕度EM(Engine Margin)，对于⼀般运输船舶，其范围为0~15%，习惯上常取10%的EM ，渔船和拖船等负载变动较⼤的船舶，则常取15%的EM 。
扣除EM 后的主机功率，为常⽤功率，在MCR 转速下的常⽤功率NO(Normal Output)或连续运转功率CSO (Continuous Service Output)运转的⼯况为连续运转⼯况CSR(Continuous Service Rating)或常⽤运转⼯况NOR(Normal Operating Rating)。
船舶结构规范计算书
船舶结构规范计算书2.1 概述（1）本船为单甲板，双层底全焊接钢质货船；货舱区域设顶边舱和底边舱。
货舱区域主甲板、顶边舱、底边舱及双层底为纵骨架式结构，其余为横骨架式结构。
（2）本船结构计算书按CCS《钢质海船入级规范》（2006）进行计算与校核。
（3）航区：近海（4）结构折减系数：0.952.2 船体主要资料L96.235m 总长oa水线间长L92.780mW1L89.880m 两柱间长bp型宽B 14.60m型深D 7.000m设计吃水 D 5.600m计算船长L 不小于0.96Lwl=73.344m,不大于0.97Lwl = 89.997m取计算船长L = 89.900m 肋距s 艉~ Fr8, Fr127 ~ 艏0.60mFr8 ~ Fr127 0.650m 纵骨间距甲板及双层底下0.60~0.70m顶边舱及底边舱0.60~0.80m标准骨材间距 b s =0.0016+0.5 0.644m方型系数 b C （对应结构吃水） 0.820系数C = 0..412L+4 7.704b f =b F =1.00 d f =d F =1.00主尺度比 L/B=6.158 > 5B/C=2.09 <2.5货舱口尺度比No.1货舱 b 1=10.60 m L H1=25.35 m L BH1=32.20mb 1 /B=0.726 >0.6 L H1 / L BH1=0.726 > 0.7No.2货舱 b 2=12.60 m L H2=25.60 m L BH2=33.60mb 2 /B=0.863 >0.6 L H2 / L BH2=0.750 > 0.7本船货舱开口为大开口.主机功率 1544kW2.3 外板计算2.3.1 船底板 (2.3.1)（1）船舯部0.4L 区域船底板厚t 应不小于下两式计算值： (2.3.1.3)b F L s t )230(043.01+== 8.86mmb F h d s t )(6.512+== 9.35mm式中：s ——纵骨间距，取0.644mL ——船长，取89.90mF b ——折减系数，取1d ——吃水，取5.60mh 1——C h 26.01==2.003 且1h ≤d 2.0=1.120m, 取 1h = 1.120实取 t = 10 mm（2）艏、艉部船底板(2.3.1.4) 在离船端0.075L 区域船底板厚t 应不小于下式之值:mm s sL t b19.9)6035.0(=+=式中： L ——船长，取89.90ms ——纵骨间距，取0.650mb s ——纵骨的标准间距，取0.644m实取 t=10mm2.3.2 平板龙骨(2.3.2) 平板龙骨宽度b 应不小于下式之值：=+=L b 5.39001214.65 mm(2.3.2.1) 2t t =+=底11.35 mm(2.3.2.2) 式中： L ——船长，取89.90m实取 平板龙骨 b=1800mm t =12mm2.3.3 舭列板(2.3.3.1) 舭列板处为横骨架式，其厚度应不小于船底板厚度(2.3.1.2)b F L Es t )170(1072.01+== 11.58 mm b F h d s t )(0.712+== 11.79 mm式中：E = 1+(s/S)2 = 1.0050, 其中, S 为船底桁材间距, 取2.900ms ——纵骨间距，取0.650mL ——船长，取89.90mh 1——C h 26.01==2.003 且1h ≤d 2.0=1.120m, 取 1h = 1.120F b ——折减系数，取1实取 t =12 mm2.3.4 舷侧外板(1) 3D/4 以上及顶边舱与底边舱间横骨架式舷侧外板厚度应不小于按下列三式计算所得之值: (2.3.4.3、 8.3.2.1)d F L Es t )110(1073.01+== 9.49 mm =+=)(2.422h d s t 7.53mm==L t 3 9.48mm式中： E = 1s ——肋骨间距，取0.644mL ——船长，取89.90md ——结构吃水，取5.60mF d ——折减系数，取12h ——C 5.0h 2==3.852且d h 36.02≤=2.016, 取2h = 2.016实取 t=14mm(2) 距基线D 41以下舷侧外板厚度t 不小于下式： (2.3.4.2) d F L Es t )110(1072.01+== 8.80mm =+=b F h d s t )(3.61210.62mm式中： E = 1s —— 肋骨间距，取0.644mL ——船长，取89.90md ——结构吃水，取5.60mF b ——折减系数，取1h 1——1h =0.26c=2.003, 且d h 2.01≤=1.120, 取h 1=1.120实取 t =12mm2.3.5舷顶列板 (2.3.6.1)宽度 b = 800+5L = 1249.5d F L s t )110(06.01+==7.72 mm)75(9.02+=L s t = 7.44mm式中:S=0.644 m d F =1实取: t=14mm2.3.6 局部加强(1)与尾柱连接的外板、轴包处的包板： (2.3.6.1)外t t 5.1== 14.025mm中t t == 9.35mm 实取t=16mm(2)锚链管处外板应予加强： (2.3.6.2)2+=外t t = 11.35mm 实取t=14mm2.4 甲板计算2.4.1 强力甲板(1)船中0.4L 区域纵骨架式甲板，不小于下式之值：(2.4.2.1) d F L s t )110(06.011+== 8.40 mm759.02+=L s t = 8.09 mm式中： s ——纵骨间距，取0.70mL ——船长，取89.90m1L =L , 取89.90md F ——折减系数，取1实取 t =14 mm(2)开口线以内及离船端0.075L 区域内强力甲板t 不小于下式之值(2.4.2.2) 759.02+=L s t = 7.51 mm式中： s ——横梁间距，取0.65 mL ——船长，取89.90m实取 t =10 mm2.4.2 甲板边板(2.4.3.1) 船中部4.0L 区域，甲板边板宽度，=+≥5008.6L b 1111.32 mm厚度t 不小于强力甲板厚度实取甲板边板t x b = 14 20002.4.3 平台甲板厚度t应不小于下式之值：(2.4.5.2) t = 10s = 6.50 mm式中：s——骨材间距，取0.650m实取t = 8mm2.4.4甲板开口(2.4.4.2) 货舱及机舱开口的角隅采用抛物线，货舱角隅板实取t=14mm机舱角隅板实取t=10mm2.4.5开孔平台(2.15.1.11)艏尖舱设开孔平台开孔平台甲板开孔面积 a = 0.1A = 0.07m2式中: A = 0.700 m2实取: a = 10.8 m2开孔平台甲板厚度t= 0.023L + 5 = 7.07 mm实取: t = 8mm开孔平台甲板横梁的不连带板的剖面积(隔档设)A = 0.13L + 4 = 15.69 cm2实取: L100x63x8 (每档设) A= 25.20 cm22.4.6 顶边舱斜板(8.6.2.1)斜板厚度t 应不小于按下列两式计算所得之值,且应不小于8mm:h s t 41= + 2.5 = 8.93 mms t 122= = 9.34 mm式中: h = h 1cos θ+ b 1sin θ= 2.8 x cos30°+ 3.7x sin30°= 4.275s = 0.778 m实取: t = 10mm2.5 双层底结构2.5.1中桁材 (2.6.2.1~2.6.2.3) 中桁材高度 30042250++=d B h = 900.2 mm中桁材厚度 t =0.00770h +3 =9.93 mm式中：B=14.6m d=5.6m 0h =900.2mm ≥700mm实取 0h =1050 mm t=12mm2.5.2 旁桁材 (2.6.10.2, 2.6.4.1)t =0.00770h +1 =6.93mm 实取: t = 10mm加强筋两端削斜其厚度与肋板相同,宽度为肋板高度的1/10B = 0.10h = 90.02 mm 实取: t=10mm b=100mm2.5.3 实肋板 (2.6.11.2, 2.6.5.1)(1)在机舱区域，至少每个肋位上应设置实肋板，货舱区每四肋位设置实肋板。
船舶主机选型计算
2.3.2 机桨匹配计算主机选型和螺旋桨的设计密切相关。
在设计中要综合考虑船、机、桨的匹配问题，从而选定螺旋桨参数和主机型号。
在主机选型与螺旋桨参数确定的机、桨匹配计算中分为初步匹配设计和终结匹配设计两个阶段。
初步匹配设计：已知船体主尺度、船体有效功率、船舶设计航速、螺旋桨的直径或转速，确定螺旋桨的效率、螺距比、最佳转速或最佳直径及所需主机功率，从而选定主机和传动设备。
终结匹配设计：根据选定的主机的功率、转速、船体有效功率，确定船舶所能达到的最高航速、螺旋桨直径、螺距比及螺旋桨效率。
图谱可参考王国强，盛振邦《船舶原理》P264-P272） 2.3.2.1 初步匹配设计1．船体主尺度设计水线长 L WL 垂线间长 L PP 型宽 B 型深 d 设计吃水 T 方形系数 B C 排水量 ∆ 排水体积 ∇ 船舶设计航速 V 2．推进因子的确定伴流分数 w （1）泰勒公式 （适用于海船）对单螺旋桨船：05.05.0-=B C w ；对双螺旋桨船：20.055.0-=B C w （2）巴帕米尔公式（适用于内河船）w D C xw xB ∆-∇⋅+=316.011.0式中：对单螺旋桨船：1=x ；对双螺旋桨船：2=x 。
当2.0＞n F 时，)2.0(1.0-=∆n F w ；当2.0≤n F 时，0=∆w 。
推力减额分数 t对单螺旋桨船：kw t =； 式中：对流线型舵或反应舵：70.0~50.0=k ； 对方形舵柱的双板舵：90.0~70.0=k ；对单板舵： 05.1~90.0=k 。
对双螺旋桨船：b aw t +=。
式中：对采用轴支架：14.0,25.0==b a ；对采用轴包架：06.0,70.0==b a 。
相对旋转效率 r η对单螺旋桨船：05.1~98.0=r η；对双螺旋桨船：0.1~97.0=r η； 对具有隧道尾船：90.0=r η。
轴系传递效率s η对无减速齿轮箱的船：98.0~96.0=s η；对有减速齿轮箱的船：94.0~92.0=s η3．初步匹配设计计算初选螺旋桨直径的匹配计算计算步骤表格化见表2-3-3，根据结果作图2-2-4。
船舶主机选型计算
船舶主机选型计算
船舶主机选型计算是船舶设计中的重要环节。
主机的选型直接关系到船舶的性能和经济性。
主要考虑的因素包括船舶的航行速度、载货量、航行距离、航行环境等。
选型计算包括以下步骤：确定船舶的航行要求，确定主机的技术性能指标，计算主机的功率、转速和推力，根据船舶的结构特点和安装要求选择合适的主机类型，最后进行主机的经济性评估。
选型计算需要考虑多个因素，需要综合考虑各个方面的需求和限制，以得到最适合船舶的主机方案。
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2.3.2 机桨匹配计算
主机选型和螺旋桨的设计密切相关。
在设计中要综合考虑船、机、桨的匹配问题，从而选定螺旋桨参数和主机型号。
在主机选型与螺旋桨参数确定的机、桨匹配计算中分为初步匹配设计和终结匹配设计两个阶段。
初步匹配设计：已知船体主尺度、船体有效功率、船舶设计航速、螺旋桨的直径或转速，确定螺旋桨的效率、螺距比、最佳转速或最佳直径及所需主机功率，从而选定主机和传动设备。
终结匹配设计：根据选定的主机的功率、转速、船体有效功率，确定船舶所能达到的最高航速、螺旋桨直径、螺距比及螺旋桨效率。
图谱可参考王国强，盛振邦《船舶原理》P264-P272） 2.3.2.1 初步匹配设计
1．船体主尺度
设计水线长 L WL 垂线间长 L PP 型宽 B 型深 d 设计吃水 T 方形系数 B C 排水量 ∆ 排水体积 ∇ 船舶设计航速 V 2．推进因子的确定
伴流分数 w （1）泰勒公式 （适用于海船）
对单螺旋桨船：05.05.0-=B C w ；对双螺旋桨船：20.055.0-=B C w
（2）巴帕米尔公式（适用于河船）
w D C x
w x
B ∆-∇
⋅
+=3
16.011.0
式中：
对单螺旋桨船：1=x ；对双螺旋桨船：2=x 。
当
2
.0＞n F 时，
)
2.0(1.0-=∆n F w ；当
2
.0≤n F 时，0=∆w 。
推力减额分数 t 对单螺旋桨船：kw t =； 式中：
对流线型舵或反应舵：70.0~50.0=k ； 对方形舵柱的双板舵：90.0~70.0=k ； 对单板舵： 05.1~90.0=k 。
对双螺旋桨船：b aw t +=。
式中：
对采用轴支架：14.0,25.0==b a ；对采用轴包架：06.0,70.0==b a 。
相对旋转效率 r η
对单螺旋桨船：05.1~98.0=r η；对双螺旋桨船：0.1~97.0=r η； 对具有隧道尾船：90.0=r η。
轴系传递效率
s η
对无减速齿轮箱的船：98.0~96.0=s η；对有减速齿轮箱的船：94.0~92.0=s η
3．初步匹配设计计算
初选螺旋桨直径的匹配计算计算步骤表格化见表2-3-3，根据结果作图2-2-4。
表2-3-3 机、桨初步匹配计算（直径D 给定）（MAU 桨）
初选螺旋桨转速的匹配计算计算步骤表格化见表2-3-4，根据结果作图2-2-5。
表2-3-4 机、桨初步匹配计算（转速n给定）
根据图2-2-4或图2-2-5，图中P te 曲线与P e 曲线的交点即为所求的螺旋桨的最佳转速或直径，作垂线求的主机功率P s 。
根据所求的的P s 选取主机型号。
如螺旋桨为B 型桨，
螺旋桨直径D 给定，航速V 给定
螺旋桨转速n 给定，航速V给定
1）2.3.2.1终结匹配设计（王国强，盛振邦《船舶原理》P117~P118）及祖庆. 《船舶原理》
P178~P181）
1．船体主尺度
设计水线长 L WL
垂线间长 L PP
型宽 B 型深 d 设计吃水 T 方形系数 B C 排水量 ∆ 排水体积 ∇ 船舶设计航速 V 2．主机主要参数 型号
主机功率
s
P 主机转速 N
旋向 左旋/右旋 减速比 ι 3．推进因子的确定
伴流分数 w （1）泰勒公式 （适用于海船）
对单螺旋桨船：05.05.0-=B C w ；对双螺旋桨船：20.055.0-=B C w （2）巴帕米尔公式（适用于河船）
w D C x
w x
B ∆-∇
⋅+
=3
16.011.0
式中：
对单螺旋桨船：1=x ；对双螺旋桨船：2=x 。
当
2
.0＞n F 时，)2.0(1.0-=∆n F w ；当2
.0≤n F 时，
0=∆w 。
推力减额分数 t 对单螺旋桨船：kw t =；
式中：
对流线型舵或反应舵：70.0~50.0=k ； 对方形舵柱的双板舵：90.0~70.0=k ； 对单板舵： 05.1~90.0=k 。
对双螺旋桨船：b aw t +=。
式中：
对采用轴支架：14.0,25.0==b a ； 对采用轴包架：06.0,70.0==b a 。
船身效率 w t h --=
11η
相对旋转效率 r η
对单螺旋桨船：05.1~98.0=r η；对双螺旋桨船：0.1~97.0=r η； 对具有隧道尾船：90.0=r η。
轴系传递效率
s η
对无减速齿轮箱的船：98.0~96.0=s η；对有减速齿轮箱的船：94.0~92.0=s η
4．终结匹配设计计算
在选定主机后要进行终结匹配设计计算。
具体匹配设计计算计算步骤表格化见表2-3-5，根据结果作图2-2-6。
表2-3-3 机、桨终结匹配计算（MAU 桨）
图2-2-6中以船速V 为横坐标,以
e
P 、D p /、D 、 0η及te P 为纵坐标会出曲线.曲线te P 和e P
的交点
表示该螺旋桨发出的有效的推力功率等于船所遇到的有效功率,船将在该点对应的船速上等速航行。
由图点可得船达到的船速及螺旋桨要素。
上述步骤确定的螺旋桨最佳直径必须小于船尾允许放置的最大直径，如果算出的直径大于最大直径，只能采用最大直径。
如为B 型桨，参考祖庆船舶原理P181。